芦翔¹, 贾玉良³, 吉雍彬², 葛冰¹, 臧述升¹
1. 上海交通大学 动力机械及工程教育部重点实验室, 上海 200240;
2. 香港中文大学 机械与自动化工程学系, 香港 999077;
3. 杭州汽轮动力集团股份有限公司 先进动力研究院, 杭州 310022
收稿日期：2023-01-07
基金项目：国家科技重大专项项目(Y2019-I-0022-0021)
作者简介：芦翔(1995—)，男，硕士研究生
通讯作者：葛冰，副研究员。E-mail: Gebing@sjtu.edu.cn

摘要：为考察冷却边界对燃烧室受迫振荡特性的影响规律，该文通过试验与声模态计算相结合的方法，对比了冲击冷却边界和发散冷却边界对燃烧室内声压脉动特性的影响，探究了吹风比改变对发散冷却边界声学特性的影响。结果表明：发散冷却边界具有明显的吸声作用，发散冷却边界下燃烧室内声压脉动幅值相比于冲击冷却边界降幅最大达37.7%；发散冷却边界吸声能力与扰动频率相关，当扰动频率低于90 Hz或高于170 Hz时发散冷却边界吸声能力降低。此外，发散冷却边界在无冷气流动时吸声能力最优，吹风比增大会使发散冷却边界吸声能力明显降低。
关键词：发散冷却边界冲击冷却边界受迫振荡特性吸声能力
Investigation of combustor-forced instability under different cooling boundaries
LU Xiang¹, JIA Yuliang³, JI Yongbin², GE Bing¹, ZANG Shusheng¹
1. Key Laboratory of Power Machinery and Engineering, Ministry of Education, Shanghai Jiao Tong University, Shanghai 200240, China;
2. Department of Mechanical and Automation Engineering, The Chinese University of Hong Kong, Hong Kong 999077, China;
3. Hangzhou Steam Turbine Co., Ltd., Hangzhou 310022, China

Abstract: Objective Suppression of combustion oscillations is critical to the design of aero engines and gas turbine combustion chambers to avoid materials and structural damage caused by structural resonance and to prevent the reduction of combustion effectiveness.Previous research has shown that adjustments in common wall cooling methods, such as effusion cooling, can affect the acoustic properties of combustion chambers and can be considered in the design to inhibit instability.However, these previous studies mainly operate under non-reaction conditions, ignoring the mutual interference between flow, flame heat release, coolant flow, and sound oscillation.Therefore, the results deviate from actual engine operating states and need to be verified under reaction conditions. Methods This study investigated the influence of effusion and impingement cooling boundaries on forced oscillation characteristics.A swirl-stabilized model combustor test rig with a boundary of effusion/impingement cooling structure was built, and its acoustic characteristics are measured by microphone sensors.The influence of effusion and impingement cooling boundaries on the pressure pulsation with an excitation frequency of 80~210 Hz of a model combustion chamber is compared using experimental and acoustic numerical methods under the same reacting conditions of a ratio equivalent to 0.61.In the acoustic simulations, we examine the acoustic principle of why the effusion cooling boundary has a better performance in sound absorption compared with the impingement cooling boundary.In addition, the blowing ratio of effusion cooling is then changed to 0~8 to determine the influence of coolant mass flow change on its sound absorption ability. Results (1) Experimental and numerical investigations indicated that the effusion cooling boundary has better sound absorption ability in the pressure oscillation than the impingement cooling boundary, and the amplitude of sound pressure pulsation in the combustion chamber decreased at the largest percent of 37.7% at an excitation frequency of 110 Hz.(2) Changes in the upstream excitation frequency revealed its relationship to the sound absorption capacity of the effusion cooling boundary.Within a pulsation frequency band of 90~170 Hz, the absorption ability of the effusion cooling structure can lead to lower pressure pulsation amplitude.However, when the excitation frequency is < 90 Hz or >170 Hz, the sound absorption capacity sharply decreased, and the pressure oscillation amplitude of the effusion-cooled combustor became similar to the impingement cooling boundary.(3) Changes in the blowing ratio (BR) in the effusion cooling boundary are proved to influence its sound absorption capacity.The effusion cooling boundary achieved the best sound absorption ability when BR is 0, owing to the pulsation energy consumption ability of the tiny holes.However, with the increase in BR, the pressure oscillation amplitude increased because of the noise caused by the coolant passing through the tiny holes, while the sound transmission capacity decreased owing to increased back pressure. Conclusions The effusion cooling boundary shows a better performance in suppressing combustion instability, especially in the frequency band of 90~170 Hz, and can achieve better sound absorption ability through its BR adjustment.
Key words: effusion cooling boundaryimpingement cooling boundaryforced oscillation characteristicssound absorption capacity
随着低污染物排放要求越来越严格，贫预混的燃烧方式在航空发动机和燃气轮机燃烧室应用广泛^[1]，但该燃烧方式往往伴随剧烈的燃烧振荡现象^[2]，造成燃烧室结构破坏严重，影响发动机使用寿命。因此，为延长发动机使用寿命，必须抑制燃烧方式的燃烧振荡现象。
燃烧振荡由多种诱因共同导致，其中燃烧室结构及其声学固有模态是重要影响因素^[3]，改变燃烧室结构可改变其声学特性，从而被动抑制燃烧振荡。声学边界对燃烧室声学特性和受迫振荡特性具有重要的影响。现代燃烧室往往采用壁面冷却方式保证极端高温燃气冲刷下火焰筒壁面的长时间工作。冲击冷却和发散冷却是常见的2种以冷气冷却燃烧室的方式，两者在声学上对应的边界区别极大。因此，在相同流动/燃烧条件下，采用冲击冷却和发散冷却分别冷却燃烧室，燃烧室受迫振荡特性可能存在较大差异。
发散冷却通过在火焰筒壁面上布置大量的离散小孔，实现壁面均匀覆盖气膜，其声学特性可通过穿孔板边界刻画。穿孔板结构具有良好的吸声能力^[4-5]，故对燃烧振荡的被动抑制具有积极作用^[6-8]。此外，穿孔板结构中存在的偏流会改变穿孔板的吸声能力。Jing等^[9]指出冷气流动形成的剪切涡有助于耗散声波能量。Macquisten等^[8]的研究表明：冷气流量改变会影响穿孔板的吸声能力，最佳冷气流量可使吸声能力最大。国际上相关研究主要在冷态无燃烧反应条件下进行，虽然能反映穿孔板对燃烧室声学特性的影响，但在热态条件下，燃烧室压力脉动、冷气流动产生的涡与噪声和火焰热释放耦合^[10]，导致冷态试验预测的穿孔板吸声能力无法完全适用。
冲击冷却方式下，火焰筒壁面为金属实心壁面，冷气无法通过壁面进入燃烧室，这增大了用于燃烧的主流空气流量，更有利于贫预混的燃烧方式^[11]。冲击冷却方式下燃烧室壁面可看作声学硬声场边界。
综上所述，冷却边界对燃烧室受迫振荡特性具有重要影响。本研究针对冲击冷却边界和发散冷却边界下的燃烧室，在相同流动和燃烧情况下分别考察了其受迫振荡特性，以揭示冷却边界对燃烧室受迫振荡特性的影响，为综合考虑冷却效果和振荡抑制的燃烧室设计提供参考。此外，本研究还考察了冷气流量改变对发散冷却边界燃烧室受迫振荡特性的影响，以揭示冷气流动对热态条件下发散冷却边界吸声能力的影响规律。
1 试验与数值方法本研究旨在考察冷却边界对燃烧室受迫振荡特性的影响规律，研究对象为发散冷却边界和冲击冷却边界燃烧室，模型燃烧室如图 1a所示。燃烧室气源由132 kW螺杆式空压机提供，压缩后的空气经稳压除湿后分别供应燃烧室主流空气(下文简称主流)及冷却空气(下文简称冷气)。燃烧室头部安装有甲烷-空气预混式喷嘴^[12]，燃料流量由七星华创D07-9E质量流量控制器控制。为保证燃料分配均匀，燃料分3路供给，在喷嘴内与主流混合后进入燃烧室内燃烧。

图 1 模型燃烧室及冷却边界示意图(单位：mm)

图选项

2种冷却方式下的燃烧室壁面均通过增材制造成形，材料为310不锈钢。发散冷却边界如图 1b所示。其中，冷却板厚度为3.3 mm，冷却孔的孔径为1.0 mm，冷却孔展向间距为4.0 mm，轴向间距为8.0 mm，共29排885个冷却孔。冲击冷却边界如图 1c所示，冲击冷却壁面开设具有90°倾角、孔径1.0 mm冷却孔，孔排布方式与发散冷却相同，冷却孔和壁面的厚度均为3.3 mm。
本研究通过扬声器构成的声激励系统对燃烧室主流施加扰动，以考察冷却边界对燃烧室受迫振荡特性的影响。声激励系统包括RIGOL DG1022信号发生器、LYB-51功率放大器及扬声器。通过信号发生器输出一定频率的正弦波信号，经功率放大器放大后控制扬声器振动，从而使主流产生特定频率扰动。
试验中通过PCB 130F20麦克风传感器对燃烧室入口、燃烧室内和燃烧室出口的声压脉动进行测量，测点位置如图 2所示。

图 2 声激励系统及压力脉动测点示意图

图选项

试验中主流流量和当量比保持不变，从而保证不同冷却边界或不同吹风比(blowing ratio，BR)发散冷却边界下燃烧室主流流动及温度相近。通过扬声器对主流施加扰动，从而诱发燃烧室内的受迫振荡。试验中，通过调整扬声器的功率使燃烧室入口处麦克风测得的声压脉动幅值均为60 Pa，从而保证不同扰动频率的入口脉动幅值相同。具体试验工况参数如表 1所示，入口扰动频率选取80~210 Hz。气动参数选取冷却设计中常用的吹风比，吹风比通过调节冷气流量改变。吹风比的计算可表示如下：

$\mathrm{BR}=\frac{(\rho U)_{\text {cool }}}{(\rho U)_{\text {main }}}=\frac{m_{\text {main }} / A_{\text {main }}}{m_{\text {cool }} / A_{\text {cool }}}.$

(1)

表 1 试验工况参数

参数	符号	取值
主流流量	mmain/(kg·s-1)	0.14
主流当量比	?	0.61
冷气吹风比	BR	0(无冷气)，4，6，8
入口扰动频率	fin/Hz	80~210

表选项






其中：ρ和U分别为主流和冷气进口截面处的密度和速度，m_main和m_cool分别为主流和冷气流量，A_main和A_cool为主流和冷气流通面积。
冲击冷却边界下主流工况与发散冷却边界保持一致。由于冲击冷却边界下冷气无法通过壁面进入燃烧室，冷气流动对燃烧室内声学特性无影响，因此不考虑冷气流量变化的影响，冷气流量与发散冷却吹风比为6的工况保持一致。
基于Comsol Multiphysics v5.4压力声学模块对不同边界条件下的燃烧室声学特性进行研究，发散冷却计算模型如图 3所示。计算域为流体域，由主流入口管道、旋流器、燃烧室、冷气腔和排气管道组成。

图 3 发散冷却计算模型

图选项

主流和冷气入口设置为硬声场边界^[10]，因为流动在管道内已充分发展，沿边界法向的加速度分量近似为0。而排气管出口由于直接与大气相通，边界声压近似为0，因此设置为软声场边界。
对于发散冷却，发散冷却壁面通过Comsol的内部穿孔板模型计算^[13]，冷气腔和燃烧室的交界面为内部穿孔板边界(孔径1.0 mm，板厚3.3 mm，孔隙率0.024 5)。此外，流量系数和温度参数对内部穿孔板模型尤为重要，本研究先通过试验测量获得实际值，再将实际值作为计算输入参数。流量系数通过试验测量的冷气流量和发散冷却壁面两侧压差获取，温度通过红外热像仪测量。
冲击冷却方式下燃烧室壁面为硬声场边界，由于冷气腔和燃烧室不流通，因此无需考虑冷气腔与燃烧室内的声压传播。
此外，由于燃烧室内温度场分布不均匀，声速在燃烧室内的变化梯度较大，因此将以Fluent计算获得的燃烧室内温度分布结果导入Comsol作为燃烧室温度^[14]。Fluent计算设置与文[14]中反应态计算一致。由于Fluent计算获得的温度场是声学计算的边界条件，对计算结果具有决定性影响，因此Fluent计算结果的可信度需要满足一定要求。本文基于红外热像测温获得发散冷却壁面冷效分布，并对Fluent计算模型进行验证，Fluent计算燃烧室温度分布合理性验证结果(BR=6)如图 4所示。采用Flir T650sc便携式红外热像仪测量温度，通过冷却板壁面上电阻焊焊接的Omega GG-K-30-SLE热电偶对红外热像仪进行标定。取综合冷效η_overall作为考察参数，相关计算式如下：

$\eta_{\text {overall }}=\frac{T_{\text {main }}-T_{\mathrm{w}}}{T_{\text {main }}-T_{\text {cool }}}.$

(2)

图 4 Fluent计算燃烧室温度分布合理性验证结果(BR=6)

图选项

其中：T_main和T_cool分别为主流和冷气温度，T_w为壁面温度。
由图 4可知，由Fluent计算获得的壁面冷却结果与红外热像仪测温法所得结果趋势相符，因此本文认为由Fluent计算获得的流场和温度场与试验相符，将Fluent计算结果作为Comsol计算的初场，可更准确地预测燃烧室声学特性。
网格划分采用Comsol自带的四面体网格生成算法。声学计算的网格尺寸取决于求解问题的最小波长，描述声波的传播过程应满足2个要求：1) 在一个周期内至少有5个节点；2) 网格尺寸必须小于最小波长的1/5。由于燃烧室内引入了初始温度场，且温度场在燃烧室内存在较大梯度，因此需对燃烧室内的网格进行局部加密。
2 结果与分析2.1 入口声学扰动的影响燃烧振荡分为自激和受迫2种形式，区别在于是否受激励。通过热态试验对比了施加声学扰动(正弦波)前后冲击冷却边界燃烧室内的声压脉动信号，入口声学扰动对燃烧振荡特性的影响如图 5所示。入口声压脉动幅值保持在60 Pa。由图 5a可知，未施加扰动时，燃烧室内声压在200~300 Hz存在一定的脉动，但脉动信号很弱，此时燃烧室内的声压脉动强度较低，即使与热释放率耦合也无法产生严重的振荡。

图 5 入口声学扰动对燃烧振荡特性的影响

图选项

由图 5b可知，施加扰动(入口扰动频率为110 Hz)后，燃烧室内产生了明显的声压脉动，脉动频率与入口扰动频率一致。此时，压力脉动与热释放率耦合会产生强烈的热声振荡，需要加以抑制。
2.2 冷却边界的影响在相同的流动和燃烧条件下，本文对比了发散冷却边界和冲击冷却边界下的燃烧室受迫振荡特性，冷气流量均控制在发散冷却吹风比为6工况下。试验中，通过改变扬声器频率对主流施加扰动，得到了2种冷却边界下的燃烧室受迫振荡特性，如图 6所示。图 6中，评估参数为燃烧室内测得的声压脉动信号经快速Fourier变换后的声压脉动幅值，黑色和红色虚线分别为经Comsol压力声学模块计算获得的冲击冷却边界和发散冷却边界燃烧室固有模态频率。

图 6 冲击冷却边界和发散冷却边界(BR=6)燃烧室受迫振荡特性对比

图选项

由图 6可知，2种冷却边界下，燃烧室受迫振荡的强弱受扰动频率与固有模态频率的接近程度影响。当扰动频率接近固有模态频率时，燃烧室内流动存在相同频率的周期性脉动，并易诱发结构振动，导致振荡加强。冲击冷却边界和发散冷却边界下燃烧室的固有模态频率较为接近，因此2种边界下燃烧室对不同频率的声学扰动所表现出的动态响应趋势是相近的。
相比于冲击冷却边界，发散冷却边界下燃烧室受迫振荡强度明显降低。这是由于发散冷却边界下燃烧室与冷气腔连通，燃烧室内声压可通过冷却孔传播至冷气腔内，并引发冷气腔共振，从而消耗一部分燃烧室内的脉动能量。因此发散冷却边界可实现对燃烧室受迫振荡的抑制作用。
当扰动频率为90~170 Hz时，发散冷却边界下燃烧室受迫振荡强度明显降低。尤其是当扰动频率接近冲击冷却边界固有模态频率时，降低效果最明显，因为此时冲击冷却边界声压脉动易与结构共振，使脉动幅值远大于发散冷却边界。从数值上看，110 Hz时脉动幅值降低了37.7%，150 Hz时脉动幅值降低了31.3%，这表明燃烧振荡抑制效果显著。
当扰动频率小于90 Hz或大于170 Hz时，发散冷却边界和冲击冷却边界燃烧室受迫振荡幅值较为接近。这是由于穿孔板的吸声性能随入射声波频率增大呈现出先增大后减小的趋势^[15]，因此在低频(< 90 Hz)和高频(>170 Hz)时发散冷却边界吸声能力较弱，脉动幅值与冲击冷却边界相近。
通过Comsol压力声学模块计算获得固有模态频率下冲击冷却边界和发散冷却边界燃烧室声压分布，如图 7所示。图 7中，P为燃烧室内声压，P_ref为设置的入口压力。

图 7 燃烧室固有模态频率下冲击冷却和发散冷却边界燃烧室声压分布(BR=0)

图选项

由图 7可知，发散冷却边界燃烧室声压低于冲击冷却边界，因此在相同激励下诱发的振荡强度较弱。而冷气腔内也存在一定的声压，即发散冷却壁面的存在使燃烧室内的声压通过冷却孔传播至冷气腔内，引起冷气腔共振，从而实现对燃烧室内声压脉动能量的吸收。
固有模态频率190 Hz附近(发散冷却边界为189 Hz，冲击冷却边界为188 Hz)模型燃烧室内声压较110 Hz附近(发散冷却边界为112 Hz，冲击冷却边界为108 Hz)明显增大，冷气腔内声压很低，因为高频声波穿透力减弱，透过穿孔板进入冷气腔的声波明显减少，穿孔板吸收燃烧室内声压脉动能量的能力急剧降低。
2.3 吹风比对发散冷却边界燃烧室振荡特性的影响试验中，通过调节冷气流量改变吹风比，进而分析冷气流量改变对发散冷却边界吸声能力的影响，冷气吹风比对发散冷却边界下燃烧室内声压脉动幅值的影响如图 8所示。

图 8 冷气吹风比对发散冷却边界下燃烧室内声压脉动幅值的影响

图选项

由图 8可知，吹风比为0工况下发散冷却边界燃烧室受迫振荡的幅值最小，发散冷却边界存在明显的吸声效应。随着冷气流量增大，由于冷气穿过发散冷却壁面导致的噪声及壁面背压增大，燃烧室内声压脉动向冷气腔传输能力减弱，导致燃烧室声压脉动强度有所上升。
3 结论本文基于燃烧室受迫振荡试验和Comsol压力声学计算，对冲击冷却边界和发散冷却边界燃烧室受迫振荡特性进行了研究。研究结果表明：
1) 发散冷却边界相比于冲击冷却边界能抑制燃烧室内声压脉动。当扰动频率为90~170 Hz时，发散冷却边界燃烧室受迫振荡幅值相比于冲击冷却边界明显降低，在固有模态频率附近脉动幅值降低最多，达37.7%。
2) 当扰动频率小于90 Hz或大于170 Hz时，发散冷却边界的吸声能力降低，与冲击冷却边界燃烧室受迫振荡幅值相近。
3) 吹风比为0时发散冷却边界吸声能力最强；随着吹风比增大，吸声能力逐渐衰减。

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